转向驱动桥主减速器设计_需要修改

1、8 转向驱动桥主减速器设计8.1 主减速器的结构形式8.1.1 确定主减速器传动比在汽车总体设计时，就可以确定主减速比、载荷和最小离地间隙。主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。本设计中，主传动比是已知确定的，其值。8.1.2 确定主减速器型式主减速器的结构形式较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。单级主减速器具有简单简单，质量小，容易制造，结构紧凑，成本低和效率高等优点，广泛应用于传动比小于7的中、小型汽车上。由已知，=4.447，故而采用单级主减速器。如图8.1所示。 图8.1 中央单级主减速器8.1.3 主减速器

2、的齿轮类型主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮，准双曲面齿轮，圆柱齿轮等形式。准双曲面齿轮的小轮轴线相对于大轮轴线不相交也不平行，有下偏移和上偏移两种。这种结构可以使整车质心降低，提高了行车的稳定性。在工作中，准双曲面齿轮运转更加平稳，噪声较低，承裁能力高，其广泛应用于乘用车、轻型货车上。所以，本设计选用准双曲面齿轮传动。 1螺母; 2后桥凸缘; 3油封; 4前轴承; 5主动锥齿轮调整垫片;6隔套; 7垫片; 8位置调整垫片; 9后轴承;10主动锥齿轮图8.2 主动锥齿轮及调整装置零件图8.1.4 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式 图8.3 主动锥齿轮悬臂式支承 图8.4 主动锥齿轮跨置式图8.5 从动

3、锥齿轮支撑形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。乘用车常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式，跨置式支承较悬臂式承载能力可提高10%左右（如图示），但结构较复杂，所以本设计采用悬臂式支承结构（如图2-3示）。从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图2-5示）。两轴承的圆锥滚子大端相向朝内，以减小尺寸c+d。为均匀分配载荷，一般c等于或大于d。8.2主减速器的基本参数选择与设计计算8.2.1主减速器计算载荷的确定1.按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩从动锥齿轮计算转矩 （2-2）式中：计算转矩，；发动机最大转矩，=210计算驱动桥数目，=1；变速器传动比，

4、=1；主减速器传动比，=4.444；变速器传动效率，取=0.9；液力变矩器变矩系数，=1；猛接离合器而产生的动载系数，=1；变速器最低挡传动比，=3.545；代入式（2-1），有： =2754.392.按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 （2-3）式中：汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，前桥所承的负荷=；轮胎对地面的附着系数，在安装一般轮胎的汽车在良好的混凝土或沥青路上，取0.85，对于安装防测滑轮胎的乘用车可取1.25，对于越野车一般取1.0，取=0.85；车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为205/55 R16，则车轮滚动半径为0.31595；汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数

5、，乘用车=1.21.4，取1.3；主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，=0.95；主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，=1；可得：=3609.933.对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩式中：汽车日常行驶平均牵引力，等号后分别为滚动阻力，坡度阻力，空气阻力，加速阻力，日常行驶忽略坡度阻力和加速阻力其中：整车重力，；滚动阻力系数，计算时轿车取=0.0100.015，载货汽车取0.0150.020，越野汽车取0.0200.035，取=0.025；空气助力系数，0.8；迎风面积，；日

6、常平均行驶车速，。可得：故：计算锥齿轮最大应力时，计算转矩主减速器主动齿轮的平均计算转矩为为：按最大应力计算：按疲劳寿命计算：8.2.2 主减速器基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和、从动锥齿轮大端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，主、从动齿轮的和之间应避免有公约数。2）对于单级主减速器，主传动比较大时，使主动齿轮尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于6。当时，的最小值可取为5，但为了啮合平稳及

7、提高疲劳强度，最好大于5。当较小(如=3.55)时，可取为712。4）为了得到理想的齿面重叠系数，其齿数之和对于载货汽车应不少于40，对于乘用车应不少于50。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。本车的主减速比为4.111，根据以上要求，,参考文献5表3-10、3-13后选用取=10，则，取=41，能够满足条件：1.从动锥齿轮大端分度圆直径的选择对于单级主减速器，增大尺寸会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。可根据经验公式初选，即 （2-4）式中：直径系数，一般取13.015.3；从动锥齿轮的计算转矩，。所以=（13.015.3）=（182

8、.23214.47）根据该式可知从动锥齿轮大端分度圆直径的取值范围为（182.23214.47），参考文献5中推荐当以挡传递时，节圆直径应大于或等于以下两式算得数值中较小值：即在本设计中需使当以直接传递时，则需满足以下条件初选=1972.从动锥齿轮端面模数的选择由=/=197/41=4.805，参考机械设计手册初选取5。根据=来校核5选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处=（0.30.4）=（4.25.6）因此满足校核条件。所以，取5，则=205，=50。3.主、从动锥齿轮齿面宽和对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的0.3倍，即，而且应满足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：=0.155

9、205=31.775 取整32通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，所以=1.1=35.2，取=36。4.螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为顺时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为逆时针。5.法向压力角对于双曲面齿轮，从动齿轮两侧压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧压力角不等。选取平均压力角时，乘用车为19°或20°。取主动锥齿轮，从动锥齿轮。6.双曲面齿轮副偏移距E选择双曲面齿轮的偏移距E时，对小轿车、轻型载重汽车的主

10、减速器来说，E不应超过从动齿轮节锥距的40(接近于从动齿轮节圆直径D的20)，传动比越大则偏移距E也应愈大，但当偏移距E大于从动齿轮节圆直径的20时，应检查根切是否存在。则，取双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧。如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反，图26a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图26c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。本设计取双曲面齿轮主动锥齿轮为下偏移。 图2-5 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a），b）主动齿轮轴线下偏移 c），d）主动齿轮轴线上偏移7

11、.中点螺旋角一般越大，则也越大，同时啮合的齿越多，噪声越低，传动越平稳，而且轮齿的强度越高，应不小于1.25，在1.52.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大，乘用车选用较大的以保证较大的。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°40°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大。本设计取=35°。8.2.3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算查机械设计手册，齿顶高系数=0.85，顶隙系数=0.188表2-1 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算用表名 称代号计 算 公 式 和 说 明计算结果轴交角按需要确定，一般，最常用螺旋角通常，最常用。大端分度圆直径按照经验公式初定，

12、得到端面模数，然后分锥角，外锥距齿宽系数齿宽中点模数中点法向模数中点分度圆直径中点锥距顶隙，顶隙系数齿顶高，齿顶高系数齿根高,工作齿高全齿高齿根角齿顶高顶锥角根锥角顶圆直径节锥顶点至齿轮外缘距离8.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素。1.单位齿长圆周力在汽车工业中，主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用于其轮齿上的假定单位压力即单位齿长的圆周力的估算，即 (3-10)式中：p单位齿长上的圆角力，；P作用在齿轮上的圆周力，N，按发动

13、机最大转矩Teamx和最大附着力矩 两种载荷工况进行计算，N；F从动齿轮的齿面宽，mm，为32mm。按发动机最大转矩计算时： （2-6）式中：发动机输出的最大转矩，在此取210； 变速器的传动比，在此取3.545； 主动齿轮节圆直径，在此取50mm.按上式：按最大附着力矩计算时： （2-8）式中：汽车满载状态下一个驱动桥的静负荷，在此取9824.5N；轮胎与地面的附着系数，按表2-3取0.85；轮胎的滚动半径，在此取0.3159m；按上式：许用单位齿长上的圆周力如下表3.2表3.2 许用单位齿长上的圆周力按发动机最大转矩计算按最大附着力矩计算附着系数1档2档直接档乘用车893536321893

14、0.85货车142925014290.85公共汽车9822140.85牵引汽车5362500.65按发动机最大转矩算时，p>893N/mm；现代汽车的设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，许用应力可提高20%25%，所以单位齿长上的圆周力符合许用值的要求,校核通过。按最大附着力矩计算时，p<893N/mm；校核通过。经验算以上两数据都在许用范围内。2.齿轮弯曲强度计算锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： （2-7）式中：锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa；齿轮的计算转矩从动齿轮：按最大弯曲应力算时 按疲劳弯曲应力算时主动齿轮：按最大弯曲应力算时 按疲劳弯曲应力算时k0过载系数，一般取1

15、；ks尺寸系数，因为=5>1.6mm，所以；km齿面载荷分配系数，主动齿轮为悬臂式结构，取km=1.2，从动齿轮为悬臂式结构，取；kv质量系数，取1；b所计算的齿轮齿面宽；b1=36mm，b2=32mmD所讨论齿轮大端分度圆直径；D1=50mm，D2=205mmJw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，它综合考虑了齿形系数、载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图2-1选取主动齿轮0.270，从动齿轮=0.224。将各参数代入式（2-7）有：从动齿轮：

16、按最大弯曲应力算时 按疲劳弯曲应力算时主动齿轮：按最大弯曲应力算时 按疲劳弯曲应力算时由资料，计算的最大弯曲应力不超过，计算的疲劳弯曲引起不应超过通过上述结果，轮齿弯曲强度满足要求。图2-1弯曲计算用综合系数J3.轮齿接触强度计算锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：式中：主动齿轮的计算转矩，=744.45N·m，=93.61N·m； 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取234/mm； ，与上一式相同； 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0； 表面质量系数，一般情况下，对于制造精确的齿轮可取1.0； 计算接触应力的综合系数。它综合考虑了啮合齿面的相

17、对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，选取=0.286。按上式：=1583.26N/=561.43N/主、从动齿轮的接触应力是相同的。当按日常行驶转矩计算时，许用接触应力为1750MPa；当计算转矩和的较小值计算时，许用接触应力为2800MPa。综上，主减速器锥齿轮的接触应力符合要求。8.3 主减速器锥齿轮轴承的载荷计算与型号选择8.3.1 锥齿轮齿面上的作用力齿宽中点处的圆周力： (3-15)式中：T作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动齿轮上的当量转矩见下式：式中：-发动机最大转矩-变速器在各挡的使用率，参考文献5的表3-14选取-变速器各挡的

18、传动比-变速器在各挡时发动机转矩利用率，参考文献5的表3-41选取其中为变速器处于第i档时的发动机转矩所以主动锥齿轮的当量转矩为=160.3476该齿轮齿面宽中点的分度圆直径，由齿轮几何参数计算表可知主动齿轮有：从动齿轮有：按式(3-15)主减速器主动锥齿轮齿宽中点处的圆周力=8.3.2锥齿轮的轴向力和径向力计算因为主动锥齿轮为逆时针方向旋转，螺旋方向为左旋，由资料中查得公式可知：主动锥齿轮的轴向力： (3-18)主动锥齿轮的径向力： (3-20)上述的两式中：主动锥齿轮齿宽中点出的圆周力；锥齿轮的法向压力角19°；螺旋角35°；节锥角主动轮为13.707°。可得

19、：(负号只表示力的方向) 8.3.3锥齿轮轴的轴径选择根据主动锥齿轮的分度圆直径，把齿轮和轴做成齿轮轴，材料与齿轮材料相同为20CrMnTi。齿轮轴所满足条件的最小直径： (3-22) 式中，选取c=110；、n分别为发动机的额定功率和转速。增大3%，取=32。由装配关系可以得出最小直径的位置是轴承的，参考资料中GB/T297-94，根据主减速器的结构尺寸初步选定轴承的型号为圆锥滚子轴承32008和32010，其轴承内径分别为40mm和50mm。8.3.4锥齿轮轴承载荷的计算轴承布置图如下：其中：a=70mm，b=23mm，c=84mm，d=84mm。轴承受力如下表轴承号力的名称计算公式计 算

20、 结 果A径向力2999.94N轴向力1070.74NB径向力905.10N轴向力00C径向力922.09N轴向力1059.00ND径向力1422.69N轴向力00初选轴承A的型号为圆锥滚子轴承32008计算当量动载荷P=查机械设计课程上机与设计，锥齿轮圆锥滚子轴承值为0.28，故，由此得=0.4,=2.1。另外查得载荷系数=1.2。 将各参数代入式中，有：此时对于圆锥滚子轴承32008型轴承，额定动载荷c=51.8kN，则轴承的寿命 (3-26)式中：温度系数，查文献4，得；滚子轴承的寿命系数，查文献4，得=10/3；轴承转速，r/min；主减速器的从动锥齿轮轴承的计算转速为：r/min轮胎

21、的滚动半径，m汽车的平均行驶速度，km/h;对于载货汽车和公共汽车可取3035 km/h，在此取50 km/h。所以有上式可得=421.02r/min而主动锥齿轮的计算转速=421.02×4.111=1730.8r/min将各参数代入式中，有；由参考文献5汽车工程手册可知轴承的额定寿命 (3-27)式中：s汽车的大修里程，km ，小排量乘用车及客、货车的大修里程一般15万km以上，。此设计选用30万km可知：满足使用寿命条件同理，轴承B选择32010型圆锥滚子轴承，轴承C选择30210型，轴承D选择30210型，经以上相同方法验证均满足要求。8.4 主减速器齿轮的材料及热处理驱动桥主

22、减速器是经常工作的机构，载荷比较大，变化比较快、冲击也多，比较容易损坏，主减速器和差速器圆锥齿轮与双曲面齿轮目前均用渗碳合金钢制造。常用的钢号有20CrMnTi，20CrNiMo，20MnVB和20Mn2TiB。设计中选择齿轮的材料是20CrMnTi，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度可高达HRC5864，而芯部硬度较低，当m<8时为HRC3245。对于渗碳层深度有如下的规定：当端面模数m5时，为0.91.3mm；m>58时，为1.01.4mm；m>8时，为1.21.6mm。所以此设计中的渗碳层深度为1.0mm圆锥齿轮与双曲面齿轮副(或仅大齿轮)在热处理及精加工(如磨齿或配对

23、研磨)后均予以厚度为0.0050.0100.020mm的磷化处理。表面镀层不补偿零件的公差尺寸，不代替润滑。同时，齿面进行喷丸处理可提高寿命达25%。8.5 主减速器的润滑主减速器及差速器的齿轮、轴承以及其他摩擦表面均需润滑。从动锥齿轮的前端靠近主动齿轮处的主减速壳的内壁设一专门的集油槽。在主减速器壳上或桥壳上装置通气塞，。加油孔应设置在加油方便之处，一般设在桥壳的最低处。主动锥齿轮前轴承的前面加一个回油槽，在差速器壳上设由通油口。9 转向驱动桥差速器设计9.1 差速器结构型式选择差速器是用来保证两侧转向驱动轮的运动为纯滚动，分配转矩以两驱动轮有可能以不同的转速转动。差速器有很多种形式，在此设

24、计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器形式。对称式圆锥行星齿轮差速器具有结构简单、平稳可靠、制造简单方便等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。通的普对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，2个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。行星齿轮的背面和差速器壳相应位置的内表面均做成球面，保证行星齿轮对正中心，以利于和两个半轴齿轮正确的啮合。如图9.1所示。1轴承；2调整螺母；3、7差速器壳；4半轴齿轮垫片；5半轴齿轮；6行星齿轮；8轴架；9长轴；10行星齿轮止推片；11短轴图4.1差速器零件图9.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计9.2.1 差速器齿轮的基本

25、参数的选择1.行星齿轮数目的选择一般乘用车车常用2个行星齿轮，载货汽车和越野汽车多用4个行星齿轮，少数汽车采用三个行星齿轮。本车差速器应选行星齿轮数为2个（乘用车汽车）2.行星齿轮球面半径的确定差速器的结构尺寸通常取决于，它就是行星齿轮的安装尺寸，差速器圆锥齿轮的节锥距也有关。按如下的经验公式确定： (3-1) 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值），在此取2.9；T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，2754.39。根据上式，可得：=预选其节锥距 3.行星齿轮与半轴齿轮的选择模数较大时齿

26、轮有较高的强度，所以应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在1.52.0的范围内。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，为了满足装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，即应满足的安装条件为： （3-2）式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，= 行星齿轮数目； 任意整数。本设计中，为满足以上要求，取行星轮齿数=11，半轴齿轮齿数=22。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， =26.57° =

27、90°-=63.23°再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 =在此取节圆直径d行星齿轮节圆直径：11半轴齿轮节圆直径：5.压力角现在差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。按现在设计需要，在此选22.5°的压力角。6.行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同（如图），而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取： （3-3）式中：差速器传递的转矩，；在此取2754.39 行星齿轮的数目；在此为2

28、 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，0.5d，d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d0.8，； 支承面的许用挤压应力，在此取98根据上式可得： =9.2.2差速器齿轮的几何计算表差速器齿轮的几何参数的计算序号项目计算公式结果1行星齿轮齿数z1应尽量取小值112半轴齿轮齿数z2=1425,且需满足式(4-14)223模数m3.254齿面宽F=(0.250.30)A0; F10m115齿工作高hg=1.6m5.26齿全高h=1.788m+0.0515.8627压力角一般汽车:=8轴交角o9节圆直径d1=mz1;d2=mz235.75；71.510节锥角 ；或=90o-；11节锥距Ao=4012周节t=

29、3.1416m10.210213齿顶高3.5019；1.698114齿根高2.3091；4.112915径向间隙0.662016齿根角3.3039°；5.8707o17面锥角32.4407° ；66.5339°18根锥角20.6993°；59.9261°19外圆直径42.0141；73.029720节锥顶点至齿轮外缘距离34.1836；16.358821理论弧齿厚9.8508；0.359422齿侧间隙=0.2450.3300.28023弦齿厚9.5861；0.219424弦齿高4.1088；1.69839.2.3 差速器齿轮的强度计算差速器齿轮

30、主要进行弯曲强度计算，不考虑其疲劳寿命，因为行星齿轮在工作中经常只起等臂推力杆的作用，车轮直线行驶时没有转速差，行星齿轮与半轴齿轮之间也没有相对滚动的缘故。齿轮的弯曲强度为 (3-4) 式中：差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，其计算式； 差速器的行星齿轮数，； 、见式（2-8）下的说明； 计算汽车差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3-3查得=0.238图3-3弯曲计算用综合系数根据上式可得：按计算转矩进行计算时，弯曲应力应不大于980MPa。由计算结果可知，差速器齿轮满足弯曲强度要求。10 半轴设计差速器的转矩就是通过半轴来传递到驱动轮的。断开式转向驱动桥中，半轴是转向驱动桥中的一个

31、重要部件。10.1半轴结构型式的选择半轴有半浮动式、3/4浮动式和全浮动式三种型式。半浮式半轴结构简单所受得载荷较大，故它只用于乘用车和轻型客货两用汽车上。半浮式半轴可以用结构简单的圆锥面和键来固定轮毂。3/4浮式半轴承与半轴式相似，一般也仅用在乘用车和轻型车上。全浮式半轴的锻造工艺性好，应用在许多重型货车上。10.2半轴的设计计算该车驱动型式为4×2驱动，则半轴转矩T的计算公式为： T= （4-1）式中：-差速器的扭矩分配系数，对于普通的圆锥行星齿轮差速器来说，计算时取=0.6由此可得，半轴转矩T=0.6×210×3.545×4.11=1836.26N

32、.m10.3 半轴杆部直径的初选半轴的杆部直径可以由下式求出：d=(0.2050.218) (4-2)式中:d-半轴杆部直径故而可得半轴杆部直径d=(0.2050.218)=4010.4 半轴的强度计算半浮式半轴设计应考虑如下三种载荷工况：(1) 纵向力最大，侧向力为0：此时垂向力纵向力最大值：式中：取9824.5N，可取1.2，取08。得=5894.7N =4715.76N 半轴弯曲应力，和扭转切应力为 式中，为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间的距离，取0.06m=72.09mpa =118.55mpa 合成应力=247.82mpa (2)侧向力最大，纵向力=0，此时意味着发生侧滑：外轮上的垂

33、直反力。和内轮上的垂直反力分别为式中:为汽车质心高度参考一般计算方法取738.56mm；为轮距=1540mm；为侧滑附着系数，计算时可取1.0。计算得外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为 内、外车轮上的总侧向力为=9824.5N这样，外轮半轴的弯曲应力和内轮半轴的弯曲应力分别为=391.96mpa =8.17mpa (3)汽车通过不平路面，垂向力最大，纵向力，侧向力：此时垂直力最大值为：式中，是为动载系数，乘用车：，货车：，越野车：。计算结果为8596.44N半轴弯曲应力，为=82.09mpa 故校核半径取0.040m满足合成应力在600mpa -750mpa范围10.5 半轴的结构设计及材料与热

34、处理在半轴的结构设计中为了使花键的内径不小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部作得粗些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键齿数必须相应地增加，一般作成10齿(小轿车半轴)到18齿(载重汽车半轴)。这里取10齿。材料为40Cr，采用感应淬火，杆部表面硬度为5262HRC,心部硬度为3035HRC，花键部分表面硬度为5055HRC，不淬火硬度为248277HRC。由于采用感应淬火，半轴杆部表面硬化层深度为9。11 万向节设计11.1万向节结构选择对于转向驱动桥，在其驱动车轮的传动装置中必须采用万向节传动，以便使转向车轮能够转向。在转向驱动桥上，常常在通往左右转向车轮的装置中，在车轮的转向主

35、销处，各安一个等速万向节。在选择万向节的结构型式时，应考虑以下使用要求 1能在足够宽的角度范围内可靠地传递动力；2能在大的转速变化范围内使所联接的两轴均匀旋转，由于两周间又夹角而产生的附加载荷应在允许范围内；3.能够补偿由它所连接的两零件之间在运动时所引起的长度变化；4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便：这里选用Birfield球笼式等速万向节。11.2万向节设计计算对于Birfield型球笼式万向节，以与星形套连接轴的直径d作为万向节的基本尺寸，即： d= (5-1)式中：T-为万向节的计算转矩，为2754.39N.m；S-为使用因素，对于无振动的理想传动取1.5球的连接轴的直径d=43.30,参照汽车设计这里取44.5，其他尺寸差表5-1 表5-1 Birfield型球笼式万向节的系列数据 单位：轴颈直径钢球直径星形套最大直径星形套最小直径星形套槽距星形套花键齿数球形壳外径44.533.33853.3447.799/181816011.3万向节材料及热处理球形壳和星形套采用15NiMo制造，并经渗碳、淬火、回火处理；选用轴承用钢球，材料为GCr1512 驱动桥壳的设计驱动桥壳的主要功用是支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面的反力和反力矩，并经悬架传给车架（或车身）；它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体驱动桥壳